Мощность и КПД привода электродвигателя. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи редуктора. Определение допускаемых напряжений. Расчет контактных напряжений, основных размеров и формы тихоходного вала. Подбор и расчет шпонок и подшипников.
С целью получения сравнительно небольших габаритных размеров и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни, рекомендуемые сочетания материалов по таблице 4.1.2 [3], для шестерни и колеса сталь 45. для шестерни: нормализация НВ1=200 (предел прочности ?в1= 660 МПА, предел текучести ?т1 = 340 МПА); 2.3 Расчет межосевого расстояния [3,стр.44]: , (2,10) где ka = 43МРА1/3 - для косозубых передач; ?ba - коэффициент ширины шестерни, относительно межосевого расстояния: ?ba=2?bd/(U 1), где ?bd - коэффициент ширины шестерни, относительно ее диаметра (?bd=0,8…1,4)[3, табл.4.2.6]; kh? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (kh?=1,07 при ?bd=0,8) [3, табл.4.2.3а]; KA - коэффициент внешней динамической нагрузки (KA=1,25) [3,табл.4.2.9]. ?ba=2.0,8/(3,77 1)=0,34 мм, мм (т.к округляем до ближайшего значения в соответствии с ГОСТ [3,табл.4.2.3]). Подставляя значения в 3,1, получим: Принимаем диаметр конца вала 10мм, диаметр вала под уплотнитель - 12мм, диаметр вала под подшипник - 15мм, т.к. принимаем вал-шестерни [3,стр.135] Принимаем диаметр конца вала 16мм, диаметр под уплотнитель - 18мм, диаметр вала под подшипник - 20мм, диаметр вала под зубчатое колесо - 25мм. С одной стороны ступицы (со стороны консольного участка вала) между ступицей и подшипником вал выполняют диаметром d = 30мм, что следует из высоты заплечника под подшипник (размер Н или da рисунок 7.9.1б [3]).В ходе разработки курсовой работы были проведены расчеты привода приборного устройства и разработана документация в соответствии с заданием на курсовую работу.
Введение
Курсовой проект - работа, направленная на решение конкретной задачи в области проектирования машин и механизмов с учетом основных требований, предъявляемых к конструкции деталей машин. К ним относятся функционально-эксплуатационные, производственно-технические, технико-экономические и эстетические требования (критерии работоспособности - прочность, жесткость и т.д.; малый вес конструкции, не дефицитность и дешевизна материалов; технологичность конструкций; удобство в эксплуатации; красота форм и отделки конструкций). Этим основным требованиям должна удовлетворять не только каждая машина или механизм в целом, но и каждая деталь. Спроектированный и изготовленный с учетом этих требований механизм будет надежным, долговечным, дешевым, экономичным и безопасным в эксплуатации.
Курсовая работа по прикладной механике представляет собой технический документ, в котором в форме описаний, пояснений, расчетных формул, чертежей и схем с необходимой полнотой формулируются принятые решения, приводятся доказательства их рациональности, даются необходимые пояснения о порядке осуществления проекта.
1. Выбор электродвигателя
Принимаем для тележки обрезиненные колеса диаметром 120мм (dk=0,12м).
Определим максимальную тягу из условия [1.формула 4]: Fтяги=G Fc.к, (1,1) где G-вес тележки, G=m.g
Определим силу сопротивления качению [1.формула 5]
Fc.к=f.x.G, (1,2) где f-приведенный коэффициент трения [2,табл2,2]; x-коэффициент притяжения.
Подставив значения составляющих в формулу 1,1, получим: Fтяги= =265,97Н.
Рассчитаем необходимую мощность ведущих колес для перемещения тележки [1.формула 1].
Рпотр= Fтяги.V, (1.3) где V-скорость тележки.
Рпотр=265.97.0.1=26.6Вт.
Рис. 1 - схема привода тележки
1-электродвигатель; 2-зубчато-ременная передача к редуктору; 3-редуктор; 4- зубчато-ременная передача к ведущим колесам; 5-ведущие колеса.
Общий КПД привода: = , где - КПД подшипников качения; - КПД цилиндрической зубчатой передачи; - КПД зубчатого ремня.
Определим требуемую мощность двигателя
= Вт.
Для привода применим двигатель 4А50А4У3, мощность которого Р=60Вт, частота вращения nдв = nc?(1-S) =1500?0.096 = 1440 мин .
Определим реальную мощность ведущих колес
Рк= Вт.
Рассчитаем передаточное число [1] пер= , (1.4) где nкол - частота вращения колеса: nкол=30 мин-1.
Отсюда: Uпер= .
Привод состоит из двух зубчато-ременных зубчатой передач. Применим передаточное отношение зубчато-ременных передач согласно [3,табл.1,2,2] (Up=U1.U2=5.5=25), тогда передаточное отношение зубчатой передачи определяется по формуле: .
2. Проектный и проверочный расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и термообработки
Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее - колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса - 2.
С целью получения сравнительно небольших габаритных размеров и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни, рекомендуемые сочетания материалов по таблице 4.1.2 [3], для шестерни и колеса сталь 45. для шестерни: нормализация НВ1=200 (предел прочности ?в1= 660 МПА, предел текучести ?т1 = 340 МПА);
Допускаемые контактные напряжения: Базовое число циклов, соответственно пределу выносливости для шестерни и колеса [3,табл.4.1.3]: NHLIM1(2)=f(HB) (2.1)
NHLIM1=21.106NHLIM2=16,5.106
Эквивалентное число циклов[3,стр.42]
Nне1(2)=60.n1(2).L.C, (2.2) где С-число зацеплений за один оборот С=1
, (2,9) где УА-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. УА=1 при односторонней нагрузке.
МПА, МПА
Найдем вращающий момент двигателя [1,стр.4]: Нм.
-на входном валу: Нм.
-на выходном валу: Нм.
2.3 Расчет межосевого расстояния [3,стр.44]: , (2,10) где ka = 43МРА1/3 - для косозубых передач; ?ba - коэффициент ширины шестерни, относительно межосевого расстояния: ?ba=2?bd/(U 1), где ?bd - коэффициент ширины шестерни, относительно ее диаметра (?bd=0,8…1,4)[3, табл.4.2.6]; kh? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (kh?=1,07 при ?bd=0,8) [3, табл.4.2.3а]; KA - коэффициент внешней динамической нагрузки (KA=1,25) [3,табл.4.2.9]. ?ba=2.0,8/(3,77 1)=0,34 мм, мм (т.к округляем до ближайшего значения в соответствии с ГОСТ [3,табл.4.2.3]).
Ширина венцов [3,стр.44]: -зубчатого колеса мм =24мм. (2,11)
-шестерни мм. (2,12)
Расчет числа зубьев: Принимаем предварительно
-число зубьев шестерни
-угол наклона зуба
Определяем модуль зацепления [3,стр.44]: (2,13) округляем до ближайшего в соответствии с ГОСТ [3,табл.4.2.2]
Суммарное число зубьев передачи [3,стр.44]: , (2,14) округляем до ближайшего целого числа Z?=91.
Действительное передаточное число [3,стр.44]: . (2,17)
Диаметры делительных колес [3,стр.44]: -делительный диаметр определяется по формуле
(2,18) мм;
мм.
-вершин зубьев: (2,19) мм;
мм.
-ножек зубьев: (2,20) мм;
мм.
2.4 Проверка расчетных контактных напряжений [3,стр.44]: Окружная сила в зацеплении определяется по формуле [3,стр.44]:
(2,21)
(Н).
Окружная скорость колес [3,стр.44]: , (2,22)
м/с.
Определяем степень точности по таблице [3,табл 4.2.14], степень точности 9.
Рассчитаем расчетную окружную силу по формуле [3,стр.44]: , (2,23) где =1,02 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении[3, табл.4.2.8].
=1,13 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев [3, табл.4.2.11].
Н/мм.
2.5 Расчетные контактные напряжения [3,стр.44]
, (2,24) где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
. (2,25)
- коэффициент, учитывающий механические св-ва материала колес [3, стр.44].
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии
, (2,26)
- коэффициент торцевого перекрытия
(2,27)
Подставляя значения в формулу 2,24, получим: Условия выполняются.
Подставляя значения в 3,1, получим: Принимаем диаметр конца вала 10мм, диаметр вала под уплотнитель - 12мм, диаметр вала под подшипник - 15мм, т.к. принимаем вал-шестерни [3,стр.135]
Принимаем диаметр конца вала 16мм, диаметр под уплотнитель - 18мм, диаметр вала под подшипник - 20мм, диаметр вала под зубчатое колесо - 25мм.
3.1 Определение основных размеров и формы тихоходного вала
Диаметр вала в подшипниках опор Г и Д (страница 65 [3]) должен: быть большим или равным расчетному диаметру dв2 = 13,3мм.
Принимаем диаметр вала под подшипник 20мм.
Диаметр вала под ступицу должен быть (страница 65 [4]): - большим или равным диаметру dв2 = 13,3мм мм;
- больше чем принятый диаметр под подшипник, т.е. больше чем 20мм, чтобы при монтаже колеса на вал не повредить поверхность под подшипник.
Принимаем диаметр вала под ступицу d = 25мм.
С одной стороны ступицы (со стороны консольного участка вала) между ступицей и подшипником вал выполняют диаметром d = 30мм, что следует из высоты заплечника под подшипник (размер Н или da рисунок 7.9.1б [3]).
С другой стороны ступицы (между ступицей и подшипником) устанавливают втулку с внутренним диаметром d = 20мм (страница 65 [3]).
Такое конструктивное решение позволит с левой стороны вала установить до заплечника (d = 30мм) ступицу (d = 25мм), втулку (d = 20) и внутреннее кольцо подшипника (d = 20мм).
Все диаметра консольного участка должны быть меньшими, чем диаметр вала под подшипник, т. е. чем 20мм (страница 65 [3]).
Диаметр вала под уплотнение должен (страница 65 [3]): - быть большим, чем расчетный диаметр, т. е. больше чем dв2 = 13,3мм;
- быть меньшим, чем диаметр под подшипник, т.е. больше чем 20мм;
- соответствовать ряду внутренних диаметров уплотнений таблица 8.1.1 [3].
Принимаем диметр вала под уплотнение d = 18мм.
Диаметр консольного участка вала должен (страница 65 [3]): - быть большим или равным расчетному диаметру точках, т. е. dв2 = 13,3мм;
- соответствовать ряду параметров выходных концов валов (6.5.2 [3]).
Определим размеры призматических шпонок конца быстроходного вала под шестерню зубчатого ремня [3,табл9,1,2] где - ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза втулки.
Из условия прочности на срез шпонки [3]: (4,1)
Найдем расчетную длину призматической шпонки конца быстроходного вала под шестерню зубчатого ремня: (4,2)
Действительная длина шпонки
Принимаем 20мм [3,табл9.1.3]
Определим размеры призматических шпонок конца тихоходного вала редуктора: Найдем расчетную длину призматической шпонки конца тихоходного вала под шестерню зубчатого ремня: Действительная длина шпонки: Принимаем 28мм.
Найдем расчетную длину призматической шпонки под зубчатое колесо: Найдем расчетную длину: Действительная длина шпонки: Принимаем 32мм.
5. Эскизная компоновка редуктора с определением размеров элементов корпуса [1,стр.21]
Определяем необходимые размеры для выполнения компоновки [3,стр.54] а) выбираем подшипник качения
-по типу - в зависимости от условий работы, принимаем роликовые однорядные конические подшипники;
-по габаритам в зависимости от диаметра вала;
б) параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 1.
Направление сил страница 61 [3]: Окружная сила Ft - под углом 90? к межосевой линии в направлении: - обратном направлению вращения - для ведущего колеса (шестерни), (вал 1) - сила Ft1 (рисунок 3б);
- по направлению вращения - для ведомого колеса (вал 2) - сила Ft2 (рисунок 3а).
2) Радиальная сила Fr - по межосевой лини (по радиусу) от полюса зацепления П к оси вала: - для шестерни - сила Fr1 от П к О1 (рисунок 3б);
- для колеса - сила Fr2 от П к О2 (рисунок 3а).
3) Осевая сила Fa - вдоль оси вала.
На основании вышеизложенного, составим расчетные схемы вала 2, нагруженного силами Ft и Fr в плоскости XOZ и YOZ (рисунок 4).
6.2 Проектный расчет вала
Исходные данные: 1) расстояние между опорами вала: L = 54мм; 2) длина консольного участка вала: L1=45мм; 3) координаты пункта приложения сил: L3=27мм; 4) размеры зубчатого колеса: d2 = 112мм; 5) окружная сила: 6) радиальная сила: 7) осевая сила: 8) крутящий момент на валу: Т2=5.65Н?м.
Значения сил берем [3,стр.45]. Размеры L берем сборочного чертежа редуктора, определенные замером.
Рисунок 5. - Расчетная схема вала в плоскости XOZ
Рисунок 6. - Расчетная схема вала в плоскости YOZ
6.3 Определение реакций опор
Для упрощения проверочного расчета вал заменяют балкой, лежащей на соответствующем числе опор (подшипников), которые могут быть шарнирно-подвижными, шарнирно-неподвижными и защемленными. Подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-подвижными опорами, а подшипники, воспринимающие радиальные и осевые нагрузки, заменяют шарнирно-неподвижными опорами. Защемление возможно только в опорах неподвижных осей.
Пункты приложения и направления сил, нагружающих вал в плоскости XOZ, приведены на рисунке 5.
Вычисляем реакции RГ.х и RД.х в опорах Б и В в плоскости XOZ.
Так как вал находится в равновесии, то сумма моментов всех внешних сил и реакций опор относительно любого сечения вала равняется нулю. Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Г [3]: (6,1)
Для вала (рисунок 5) это: (6,2)
Из формулы (6,2) выражаем RД.x: (6,3)
Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Д [3]: (6,4)
Для вала (рисунок 5) это: (6,5)
Из формулы (6,5) выражаем RГ.х: (6,7)
Для контроля используем условие равенства нулю суммы проекции всех внешних сил и реакции опор на вертикаль, при котором балка находится в состоянии равновесия:
(6,8)
(6,9)
Условие выполнено, верно, балка находится в состоянии равновесия реакции RД.x и RГ.x определены, верно.
Вычисляем реакции RГ.y и RД.y в опорах Б и В в плоскости YOZ.
Так как вал находится в равновесии, то сумма моментов всех внешних сил и реакций опор относительно любого сечения вала равняется нулю. Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Г [3]:
(6,10)
Для вала (рисунок 6) это:
(6,11)
Из формулы (6,11) выражаем RД.y:
(6,12)
Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Д [3]:
(6,13)
Для вала (рисунок 6) это:
(6,14)
Из формулы (6,14) выражаем RГ.y:
(6,15)
Для контроля используем условие равенства нулю суммы проекции всех внешних сил и реакции опор на вертикаль (6,9), при котором балка находится в состоянии равновесия:
Условие выполнено, верно, балка находится в состоянии равновесия реакции RД.y и RГ.y определены, верно.
Определяем полные поперечные реакции RГ и RД по формуле (страница 64 [4]): (6,16)
(6,17)
Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов Ми.х в плоскости XOZ.
Для участка I выбираем произвольное сечение К1, отстоящее от опоры Г на расстояние x (рисунок 7).
Рисунок 7. - Сечение участка І Уточняем пределы измерения координаты сечения К1. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0 ? x ? L2 = 0.027м.
Выражение для изгибающего момента Ми.х формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных слева от сечения К1:
(6,18)
Для построения эпюры М вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,18):
По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры Ми.х (рисунок 11).
Для участка II выбираем произвольное сечение К2, отстоящее от опоры Д на расстояние x (рисунок 8).
Рисунок 8. - Сечение участка ІІ
Уточняем пределы измерения координаты сечения К2. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0 ?x ? (L-L2) = 0.027м.
Выражение для изгибающего момента Ми.х формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных справа от сечения К2.
(6,19)
Для построения эпюры Ми.х вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,19):
По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры Ми.х (рисунок 11).
Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов Ми.y в плоскости YOZ.
Для участка I выбираем произвольное сечение К1, отстоящее от опоры Г на расстояние x (рисунок 9).
Рисунок 9. - Сечение участка І Уточняем пределы измерения координаты сечения К1. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0 ? x ? L2 = 0.027м.
Выражение для изгибающего момента Ми.y формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных слева от сечения К1:
(6,20)
Для построения эпюры М вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,20):
По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры Ми.y (рисунок 11).
Для участка II выбираем произвольное сечение К2, отстоящее от опоры Д на расстояние x (рисунок 10).
Рисунок 10. - Сечение участка ІІ
Уточняем пределы измерения координаты сечения К2. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0 ?x ? (L-L2) = 0.027м.
Выражение для изгибающего момента Ми.y формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных справа от сечения К2.
(6,21)
Для построения эпюры Ми.y вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,22):
По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры Ми.y (рисунок 11).
Вычисляем суммарные изгибающие моменты Ми в характерных участках вала по формуле (страница 64[3]):
(6,23)
По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов в характерных участках вала (рисунок 11).
Также на рисунке 11 представляем эпюру крутящих моментов передаваемых валом.
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв в характерных точках вала по формуле (страница 64 [3]):
(6,24) где - в случае реверсивной передачи.
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв в характерных точках вала по формуле (6,24):
По полученным данным строим эпюры эквивалентных изгибающих моментов в характерных участках вала (рисунок 11).
Определяем расчетные диаметры вала в характерных точках по формуле (страница 64 [3]):
(6,25) где [?и] = ?-1и / Sзап, а Sзап = 5.0; ?-1и=280[3,табл.16.2.1]
Найдем [?и]: Определяем расчетные диаметры вала в характерных точках:
Результаты расчетов представим на рисунке 11.Диаметры вала на рисунке указываем для ряда его сечений (через 10 ? 15мм длины вала).
Диаметр вала под колесом не превышать 13.3мм.
7. Подбор и проверка подшипников по грузоподъемности
Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняет заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижение КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ.
На долговечность подшипников также влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи.
Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, ее направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жесткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка. Для опор валов цилиндрических косозубых колес редуктора применим шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии, так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки.
Современный расчет подшипников качения базируют только на двух критериях: - расчет на статическую грузоподъемность по остаточным деформациям;
- расчет на ресурс по усталостному выкрашиванию.
Назначаем роликовый радиально-упорный однорядный подшипник ГОСТ 8338-75 7203 [4]: d = 20мм, D = 47мм, В = 14мм, С =21КН, С0 =13КН;
где С -динамическая грузоподъемность подшипника, КН;
С0-статическая грузоподъемность подшипника, КН;
D-наружный диаметр подшипника, мм;
В- ширина подшипника, мм;
d- внутренний диаметр подшипника, мм.
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле (16.29) [4]: Pr = (X · V · Fr Y· Fa) · Ks · KT, (7,1) где Fr = 36,61Н - радиальная нагрузка; Fa = 28,84Н - осевая нагрузка;
Y,X - коэффициенты осевой и радиальной нагрузок, принимаем по таблице 16.5 [4]: X = 1; Y = 0;
V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1;
Ks - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. По таблице 16.3 [4] принимаем Ks = 1,3;
KT = 1 - температурный коэффициент.
Тогда Pr = (1 · 1 · 36,61 ) · 1.3 · 1 = 47,6 Н.
Определяем ресурс подшипника по формуле (16.27) [4]: L = а1 • а2 • (C / P)p; (7,2) где p = 3 - для роликовых подшипников;
Р - эквивалентная нагрузка, Р ? 0.5 С;
а1 - коэффициент надежности, при S = 0.9 (страница 333 [4]) а1 = 1;
а2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0.7.
Тогда: L = 1•0.7•(21•103/(0.5•21))3 = 56 • 108 оборотов.
Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 16.28 [4]: Lh = 106·L /( 60·n)=106·56•108/(60·79,58) =1.2•1012 часов, (7,3) где n = 79,58 мин-1 - частота вращения тихоходного вала редуктора.
Определяем эквивалентную долговечность подшипника по формуле (16.31) [4]: LHE = KHE·Lha, (7,4) где KHE - коэффициент режима нагрузки, KHE = 0,25.
Тогда: LHE = 0,25·1.2•1012 = 0,3•1012 часов.
Определяем подшипник по статической грузоподъемности: По формуле 16.33 [4] эквивалентная статическая нагрузка P0 с учетом двукратной перегрузки определяется: Р0 = 2· (X0·Fr Y0·Fa) < C0, (7,5) где X0,Y0 - коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок; для роликовых радиально-упорных однорядных подшипников X0 = 0,4; Y0 = 0,5.
Тогда: P0 = 2·(0,4·36,61 0,5·28,84) = 58,13 Н;
где P0 не меньше чем Fr.
Условие соблюдается.
Выбранные подшипники и их основные параметры занесены в таблицу 1.
8. Выбор и обоснование способа смазки
Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждение зубчатых колес, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяем один из способов смазки - картерный (окунанием). Такой способ является наиболее простым и надежным и применяется при окружной скорости колес до 15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубьев колес.
При такой смазке объем масляной ванны редуктора принимается 0,4...0,8 л масла на 1 КВТ передаваемой мощности, однако при этом толщина слоя масла под зубчатыми колесами должна быть не менее двух толщин стенки корпуса.
Уровень масла в корпусе при картерной смазке контролируется с помощью маслоуказателя.
При работе передач температура масла и воздуха может повышаться и увеличиваться давление в корпусе, что вызывает просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.
Для смазки подшипников применяем наиболее распространенную для подшипников смазку: ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9433-81.
Вывод
В ходе разработки курсовой работы были проведены расчеты привода приборного устройства и разработана документация в соответствии с заданием на курсовую работу.
В курсовой работе был произведен электрический и кинематический расчет привода, расчет геометрических размеров редуктора, произведена проверка редуктора на нагрев, расчет валов соединяющие передачи, проведен расчет ременной передачи, осуществлен выбор шпонок и подшипников для редуктора, разработаны чертежи редуктора и составлена для них документация.
Список литературы
1) Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1984. - 336 с.
4) Иванов М.Н. Детали машин: Учебн. для студентов высш. техн. учеб. Заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с.
5) Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. Ред. В.Н Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. - Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние 1984. -400 с.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
